毕业设计（论文）-轿车六挡自动变速器设计【双离合式齿轮变速箱】

毕业设计（论文）题目： 轿车六挡自动变速器设计 学 院： 专业班级： 学 号： 姓 名： 指导教师： 教师职称： 起止时间： 摘 要双离合器式自动变速器(DualClutehTransmission，即DCT)，是由双轴式手动变速器发展而来的。它既保留了结构简单、传动效率高的优点，又具有电液控制方式的优点，改善了换档品质，降低了油耗、故障率和制造成本。目前国内外有许多汽车大公司与学者在致力于双离合器式自动变速器的开发与研究，并已在多款车上应用。因此研究双离合器式自动变速器的工作特性，并对其齿轮变速器进行设计，是非常重要和必须的。本文设计研究了双离合器式自动变速器的六挡齿轮变速器，对变速器的工作原理做了阐述，对变速器中的主要零件包括齿轮形式、换挡结构形式作了阐述并进行了选择、并且对变速器的挡位数、传动比的范围、中心距、做初步的选择和设计。对变速器中的齿轮的模数、压力角、螺旋角、进行了选择、对变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。全套图 纸加扣 3346389411或3012250582关键字：双离合器；挡位数；传动比；齿轮；自动变速器IIABSTRACTPair of dyadic clutch automatic transmission (DualClutehTransmission , namely DCT), is to come from biax style hand movement change gear by developing. Now that it having reserved the structure simplicity , efficient merit of drive, have had electricity liquid control mode merit , improvement shifting into quality , lessening oil consumes , the malfunction leads cost of manufacture to draw. And at present, there is a lot of important automobile company in home and abroad and the scholar is in exploitation and research concentrating efforts on dyadic Yu Shuang clutch automatic transmission, already have applied to much money vehicle. And automatic transmission performance data studying pair of clutches are dyadic therefore, change gear carries out design on its gear wheel, be very important and necessary.This design double clutch type automatic transmission gear transmission, the six blocked for transmission principle of work done on various transmission, the layout and the transmission of reverse scheme after a detailed analysis of the transmission of the final selection for transmission, the layout of main parts including gear shift structure forms, expounds the choice, and the number of transmission gears and scope, the transmission, the center distance, preliminary design and choice. Transmission of transmission scheme design. Simply tells the transmission components of material selection.Key words: Pair of clutches; Number of Gear; Transmission Ratio; Gear; Automatic Transmission目录摘要Abstract前言11 绪论21.1 汽车变速器的介绍21.1.1 汽车自动变速器的分类21.2 变速器的应用前景31.3 双离合器式自动变速器的结构及其工作原理41.3.1 双离合器式自动变速器的结构41.3.2 双离合器式自动变速器的工作原理82 双离合器式自动变速器方案的选择和基本尺寸的确定152.1 方案选择152.1.1 变速器的功用和要求152.2 变速器主要零件结构的方案分析152.2.1 齿轮型式162.2.2 换档结构型式162.2.3 自动脱档172.2.4 变速器轴承183 变速器主要参数的选择与主要零件的设计213.1 变速器主要参数的选择213.1.1 挡数213.1.2 传动比范围213.1.3 中心距A213.1.4 轴向尺寸223.1.5 齿轮参数223.2 变速器各挡传动比的选择253.2.1 初选传动比：253.2.2 最大传动比的选择253.2.3 其他各挡传动比的确定273.3 各挡齿轮齿数的分配273.3.1 确定一档齿轮齿数283.3.2 确定二挡齿数303.3.3 确定三挡齿数323.3.4 确定四挡齿数333.3.5 确定五挡齿数353.3.6 确定六挡齿数373.3.7 确定倒档齿轮齿数384 变速器齿轮的强度计算与材料的选择414.1 齿轮的损坏原因及形式414.2 齿轮的强度计算与校核414.3 各轴上的转矩计算434.4 各挡齿轮弯曲强度计算444.5 各挡齿轮接触应力计算465 变速器轴的设计与校核485.1 轴的功用、分类485.1.1 轴的功用485.1.2 轴的分类485.1.3 轴的材料485.1.4 轴的工艺要求485.2 轴的结构设计495.2.1 轴的加工工艺性495.2.2 装配工艺性495.2.3 轴的各部分尺寸设计495.3 轴的校核515.3.1 第一输出轴的校核515.3.2 第一输出轴的校核53图5.6 轴上受力扭矩图6 变速器同步器的设计546.1 同步器的分类556.2 同步器的结构556.3 同步环主要参数的确定56致 谢59结论60参考文献61V河南理工大学毕业设计（论文）说明书前言 汽车变速系统技术整体上是由手动换档向自动换档发展，尤其是现阶段高速发展的计算机技术应用于换档变速系统，使汽立自动变速技术得到了快速的发展。 近年来，汽车自动变速器主要有三种型式：电控机械自动变速器（AMT）、无级自动变速器（CVT）和液力机械自动变速器（AT）。 在电控机械式自动变速器领域，近年来又出现了一种新的变速传动方式，即双离合器式自动变速传动（Dual Clutch Transmission）由于它既继承了ATM和手动变速器的结构简单、安装空间紧凑、重量轻、传动效率高、制造成本低等许多优点，又融合AT不间断动力、迅速平稳换挡的良好特点，很快便成了业界研究开发的新热点。DCT将会在一定程度上改变现有的变速器市场格局。未来几年，全球轻型车变速器市场的竞争将在AT、CVT和DCT之间展开。 621 绪论我国汽车工业随着科学技术进步和人民生活水平提高，国内已经形成年产200多万辆轿车的生产能力。随着轿车进入家庭，非职业驾驶员越来越多，他们对简化操作的要求日益迫切，致使对变速器的要求也日益提高。汽车的自动变速技术便成为人们追求的目标，它是改善和完善车辆传动系统的一个重要方面。1.1 汽车变速器的介绍由于汽车驱动轮所需的转速和转矩与发动机所能提供的转速和转矩有较大的差别，因此需要传动系统来改变从发动机到驱动轮之间的传动比，将发动机的动力经济而方便地传至驱动轮，以便能够适应外界负载与道路条件变化的需要。变速器就成为这个传递装置，即发动机输出的动力要经过变速器后才能输出到车轮驱动车辆。变速器是传动系统中一个重要的桥梁。 1.1.1 汽车自动变速器的分类汽车自动变速器主要有液力式(AT,Automatic Transmission)、电控机械式(AMT,Automated Manual Transmission)、双离合器式（DCT Double Clutch Transmission）、无级变速器(CVT,ContinuouslyVariable Transmission)等几种形式。1、液力式自动变速器（AT）液力机械式自动变速器（AT），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。 2、电控机械式自动变速器（AMT） 电控机械式自动变速器是一种由普通齿轮式机械变速器组成的有级式机械自动变速器。机械式自动变速器是在普通固定轴式齿轮变速器的基础上，把选挡、换挡、离合器操纵及发动机节气门操纵由控制器完成，实现自动变速。基本控制思想是：根据汽车运行状况、路面情况和驾驶员的意图，依据事先制定的换挡规律、离合器接合规律及发动机节气门变化规律，对变速器进行最佳档位判断、离合器动作控制及发动机节气门动作控制，实现发动机、离合器及变速器的联合操纵。 3、双离合器自动变速器（DCT、DSG)它有两套离合器用于动力换挡和起步，每套离合器与变速器的一根输入轴相连，具有两路动力传递，一路用于偶数档齿轮传动，另一路用于奇数档的传动。两套装置互相嵌套在一起。变速器一根轴处于工作状态时另一根轴空转。换挡时现在无负载的一套装置上预选档位，要实现换挡则将原来传递动力的离合器分离，而将另一套离合器接合，从而把动力传递给该套装置。该技术可以保证变速器在换挡时消除汽车动力中断现象，性能优于AMT。双离合器式自动变速器是由双轴式手动变速器发展而来的。它既保留了结构简单、传动效率高的优点，又具有电液控制方式的优点，改善了换档品质，降低了油耗、故障率和制造成本。目前国内外有许多汽车大公司与学者在致力于双离合器式自动变速器的开发与研究，并已在多款车上应用。因此研究双离合器式自动变速器的工作特性，并对其齿轮变速器进行设计，是非常重要和必须的。 4、无级变速器当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯（VanDoornes）发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换档是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的档，一般自动变速器有27个档3。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“档”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。1.2 变速器的应用前景DCT是基于平行轴式手动变速器发展而来的，它继承了手动变速器传动效率高、安装空间紧凑、质量轻、价格低等许多优点，而且实现了动力换挡，这不仅保证了车辆的加速性，而且由于车辆不再产生由于换挡引起的急剧减速情况，也极大地改善了车辆运行的舒适性。DCT在推广使用方面的一个显著的优点是它几乎不受传递功率的限制，应用范围很广，它既可以应用在大型载重汽车、城市公共汽车、工程机械、中型货车等大中型车辆上，使驾驶员免于频繁的换挡操作，而且由于它的换挡时间很短，也可以应用在运动型车辆上。通常在功率较大的车辆中，它的应用更为有利。这是因为，一般情况下它有两根传动轴是同心的，即中间的一根传动轴是实心的，而套在它外面的则是一根空心的，由于轴的刚度、强度以及结构尺寸等方面的原因，较大的传动轴轴径有利于双离合器式自动变速器的设计，多适合功率较大的车辆。DCT在推广使用方面的另一个显著的优点是生产成本低。它是靠离合器和齿轮传递动力的，复杂程度低，对现有的手动挡变速器生产线稍加改造就可以转而生产!，充分利用原有手动变速器的生产设备，生产继承性好，很适合现有的手动变速器生产厂将产品升级到自动变速器。表1.13为几种自动变速器在性能、技术难度及成本方面的比较。我国汽车工业起步较晚，现在的生产线也多以生产手动挡变速器为主，高档的自动变速器主要依靠进口，而生产DCT变速器可以充分利用原有手动变速器的生产设备，新增投资较少，比较适合我国国情4。1.3 双离合器式自动变速器的结构及其工作原理 1.3.1 双离合器式自动变速器的结构DCT主要由双离合器、空芯轴及其内部的芯轴、两个平行的齿轮组、控制器和油泵组成。其中双离合器、空芯轴、芯轴和齿轮组为核心机械部件。图1.1所示为6档DCT的结构。图1.1发动机飞轮的输出端即变速器的输入端，与双离合器壳体连接，壳体内装有内外两个离合器，二者被互相嵌套在一起。外离合器C1与芯轴连接，内离合器C2与空芯轴连接。1档、3档、5档和倒档齿轮与芯轴构成齿轮组1，2档、4档和6档齿轮构成齿轮组2，两个齿轮组2的轴输出端同时与主减速器齿轮啮合。 1、双离合器图1.2双离合器中的两个离合器与传统的干式离合器类似。根据切换的档位，机电装置控制单元操纵离合器的分离和闭合。发动机输出轴固定有双质量飞轮，双离合器位于钟形壳体上。双质量飞轮上的内齿，通过和双离合器支承环上的外齿互相啮合，支承环和驱动盘紧密连接在一起，从而将发动机转矩从曲轴上的双质量飞轮传递到双离合器的驱动盘。驱动盘通过轴承支承在驱动轴2上，驱动盘的前工作面与离合器C1的从动盘相邻，后工作面与离合器C2的从动盘相邻。在压盘的作用下，如果其中一个离合器的从动盘被压紧，转矩就从驱动盘上传递至相应的离合器从动盘上，并传给对应的齿轮变速器驱动轴。两个离合器可能的状态：当发动机关闭或怠速时，两个离合器的都处于分离状态。当车辆运行时，两个离合器中只有一个处于接合状态。当变速器为1、3、5和倒档时，长分离杠杆在控制器操纵和液压缸压力油的推动下，将外分离轴承按压至外膜片弹簧上，离合器C1de压盘将从动盘推向驱动盘，离合器C1接合，通过花键将转矩传递到驱动轴1上。当分离杠杆回位时，离合器C1分离。在2、4、6档时，短分离杠杆在控制器操纵和液压缸压力油的推动下，内分离轴承被压至内膜片弹簧上，离合器C2的压盘将从动盘推向驱动盘，离合器C2接合，将转矩传递到驱动轴2上。当分离杠杆回位时，离合器C2分离。2、齿轮变速器齿轮变速器有输入轴、输出轴、各档齿轮和变速器壳体组成。输入轴 输入轴也称为驱动轴，驱动轴共有两根，驱动轴2为中空轴结构，驱动轴1从中空的轴2中穿过，两根轴上均有一个球轴承用于支撑在变速器的壳体上，驱动轴2的另一个支撑轴承在驱动盘上，而驱动轴1的另一个支撑轴承在飞轮中心孔上。每根驱动轴通过花键和一个离合器连接，根据啮合的档位，它们分别将发动机转矩传递到输出轴上。中空轴结构的驱动轴2，通过花键与离合器C2连接，用于切换至2、4、6档。变速器的输入速度，由轴上专门的变速器输入转速传感器的小齿轮获得。驱动轴1通过花键和离合器C1连接。该轴用于切换至1、3、5和倒档。该轴上也有一个用于变速器输入转速传感器测量的脉冲轮，以记录变速器输入转速。输出轴 输出轴共有三根，位于变速器壳体内。根据啮合的档位，发动机转矩从输入轴传递到输出轴上，再通过各输出轴上的输出齿轮，传递至差速器主传动齿轮上。不同的输出轴上装有不同的齿轮及换挡机构。带锁止件的表面涂钼的铜制同步器用于所有档位以匹配不同的速度。根据换挡负荷，各档位分别使用单件式到3件式同步器。3、液压控制系统DCT的液压控制系统主要负责接受电控系统的控制指令，对离合器和变速器的换挡机构进行操纵。液压控制系统主要包括：双离合器控制部分、换挡机构控制部分和冷却部分。双离合器控制部分是通过对离合器油缸充入和释放高压油来实现离合器的分离和接合的。双离合器变速箱(DCT)的档位切换是由档位选择器来操作的，档位选择器实际上是个液压马达，推动拨叉就可以进入相应的档位，由液压控制系统来控制它们的工作。以一个典型的6档双离合器变速箱(DCT)为例，液压控制系统中有6个油压调节电磁阀，用来调节2个离合器和4 个档位选择器中的油压压力，还有5 个开关电磁阀，分别控制档位选择器和离合器的工作。 4、电子控制系统DCT的电子控制系统负责采集车辆运行信息、驾驶员的操作指令，实时在线的对车辆的运行状态进行综合处理和判断，并控制DCT的运行。同时，电控系统还要负责与发动机电控单元以及其它系统的电控单元协调工作。图1.3为电子控制系统框图3。图1.3 DCT 电子控制系统框图 1.3.2 双离合器式自动变速器的工作原理与手动变速箱形成对照的是，双离合器变速箱使用两个离合器，但没有离合器踏板。最新的电子系统和液压系统控制着离合器，正如标准的自动变速箱中的一样。在双离合器变速箱中，离合器是独立工作的。一个离合器控制了奇数档位(如：1 档、3 档、5 档和倒档)，而另一个离合器控制了偶数档位(如：2档、4档和6档)。使用了这个布局，由于变速箱控制器根据速度变化，提前啮合了下一个顺序档位，因此换档时将没有动力中断。其中最具创意的核心部分是双离合器和机械部分变速箱中的两轴式的输入轴。这个精巧的两轴式结构分开了奇数档和偶数档。不象传统的手动变速箱将所有档位集中在一根输入轴上，双离合器变速箱(DCT)将奇数档和偶数档分布在两根输入轴上。 外部输入轴被挖空，给内部输入轴留出嵌入的空间。以6档变速箱为例，内部输入轴上安装了1档、3档、5档和倒档的齿轮，外部输入轴上安装了2档、4档和6档的齿轮。这使得快速换档成为可能，维持了换档时的动力传递。标准的手动变速箱是做不到这点的，因为它必须使用一个离合器来控制所有的奇数档和偶数档。直接换挡变速器原则上由两个彼此独立的分动器组成，原则上总有一个分动器处于力的传递链中，而另外一个分动器则已经被切换到另一个档位，但是，离合器还处于开启状态。对分动器的每个档位，均配备了传统的同步器和换挡装置如图1.4所示3。图1.4DCT结构目前唯一量产的双离合器变速箱(DCT)是德国大众的DSG变速箱，使BorgWarner DualTronic 技术，被装备在Volkswagen Beetle、Golf、Touran 和Jetta 以及Audi TT 和A3；Skoda Octavia；Seat Altea, Toledo和Leon上。下面以DSG变速箱为例，简单介绍双离合器变速箱(DCT)的工作过程：在 1 档起步行驶时，动力传递路线如下图中直线和箭头所示，外部离合器接合，通过内部输入轴到1 档齿轮，再输出到差速器。同时，图中虚线和箭头所示的路线是2 档时的动力传输路线，由于离合器2是分离的，这条路线实际上还没有动力在传输，是预先选好档位，为接下来的升档做准备的。当变速器进入2 档后，退出1 档，同时3 档预先结合。所以在DSG 变速器的工作过程中总是有2 个档位是结合的，一个正在工作，另一个则为下一步做好准备如图1.5所示。DSG变速器在降档时，同样有2个档位是结合的，如果6档正在工作，则5档作为预选档位而结合。DSG变速器的升档或降档是由变速箱控制器(TCU)进行判断的，踩油门踏板时，变速箱控制器(TCU)判定为升档过程，作好升档准备；踩制动踏板时，变速箱控制器(TCU)判定为降档过程，作好降档准备。一般变速器升档总是一档一档地进行的，而降档经常会跳跃地降档，DSG 变速器在手动控制模式下也可以进行跳跃降档，例如，从6 档降到3 档，连续按3 下降档按钮，变速器就会从6 档直接降到3档，但是如果从6档降到2档时，变速器会降到5 档，在从5档直接降到2 档。在跳跃降档时，如果起始档位和最终档位属于同一个离合器控制的，则会通过另一离合器控制的档位转换一下，如果起始档位和最终档位不属于同一个离合器控制的，则可以直接跳跃降至所定档位。 图1.5DCT变速器 1档：外部离合器内部驱动轴输出轴1差速器如图1. 6所示5。图1. 61档传动路线 2档：内部离合器外部驱动轴输出轴差速器如图1.7所示5。图1. 72挡传动路线3档：外部离合器内部驱动轴输出轴差速器如图1.8所示5。图1.83挡传动路线4档：内部离合器外部驱动轴输出轴差速器如图1.9所示5。图1.9 4挡传动路线5档：外部离合器内部驱动轴输出轴差速器如图1.10所示5。图1.10 5挡传动路线6档：内部离合器外部驱动轴输出轴差速器如图1.11所示5。图1.11 6挡传动路线倒档：外部离合器内部驱动轴倒档轴输出轴差速器如图1.12所示5。图1.12 倒挡传动路线2 双离合器式自动变速器方案的选择和基本尺寸的确定2.1 方案选择本设计的参数是以迈腾2.0T 手自一体 至尊型2012款汽车的参数作为参考的如表2.1。表2.1 设计基本参数发动机最大转矩280 Nm/1700-5000rpm发动机最大功率147kw/5100-6000rpm最高车速230km/h轮胎规格235/45 R17汽车总质量1550kg轮胎气压2.5MPa 2.1.1 变速器的功用和要求变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是：1、应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。2、工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。3、重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。2.2 变速器主要零件结构的方案分析 2.2.1 齿轮型式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。 2.2.2 换档结构型式变速器换档机构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器）才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点；但换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。除此之外，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡过程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一档、倒档外已很少使用。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车档位间的公比较小，则换挡机构连接件之间的角速度也小，因此采用啮合套换挡，并且与同步器换挡比较还有结构简单、制造容易、能够降低制造成本及减小变速器长度等优点。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，要求换人不同档位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一点。 2.2.3 自动脱档自动脱档是变速器的主要障碍之一。由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱党。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：1、 将啮合套做得长一些如图2.1(a)所示。或者两接合齿的啮合位置错开图2.1(b)，这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约13mm9。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。2、将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.30.6mm）9，这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档图2.2所示。3、将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜23）， 接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力。 图2.3这种结构方案比较有效，采用较多. (a) (b) 图2.1 防止自动脱档的结构措施 此段切薄 图2.2 防止自动脱档的结构措施加工成斜面图2.3 防止自动脱档的结构措施 2.2.4 变速器轴承作旋转运动的变速器轴支承在壳体或其他部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承。变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。至于何处应当采用何种类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。汽车变速器有结构紧凑、尺寸小的特点，采用尺寸大些的轴承受结构限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，常采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。由于变速器向轻量化方向发展的需要，要求减少变速器中心距，这就影响到轴承外径的尺寸。为了保证轴承有足够的寿命，可选用能承受一定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难时，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力，而后端采用外圈有挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承。圆锥滚子轴承因有直径较小、宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向间隙及轴向窜动等优点，故在一些变速器上得到应用。圆锥滚子轴承也有装配后需要调整预紧，使装配麻烦且磨损后轴易歪斜，从而影响齿轮正确啮合等一些缺点。当采用锥轴承时，要注意轴承的预紧，以免壳体受热膨胀后轴承出现间隙而使中间轴歪斜，导致齿轮不能正确啮合而损坏。因此，锥轴承不适合用在线胀系数较大的铝合金壳体上。变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6-20mm。滚针轴承、滑动轴承主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、径向配合间隙小、定位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大、易磨损、间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易、成本低。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图2.4所示： l、4同步环;2同步器齿鼓;3接合套;5弹簧;6滑块;7止动球;8卡环;9输出轴;10、11齿轮图2.4 锁环式同步器3 变速器主要参数的选择与主要零件的设计3.1 变速器主要参数的选择 3.1.1 挡数 变速器的挡数可在320个挡位范围变化。通常变速器的挡数在6挡以下，当挡数超过6挡以后，可在6挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。增加变速器的挡数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减少，使换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下，该值越小换挡工作越容易进行。因高档使用频繁，所以又要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值，要比抵挡区相邻挡位之间的传动比比值小。 3.1.2 传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值。最高挡通常是直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高挡是超速挡，传动比为0.70.8。影响最低挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其他商用车则更大。 3.1.3 中心距A对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距A；对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此而使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。1.中间轴式变速器中心距A的确定。初选中心距A时,可根据下述经验公式计算11。 （3.1）式中，A为变速器中心距（mm）; KA-中心距系数，车用车：K A =8.93. 9.3；商用车：KA =8.69.6；对多档KA =9.511； Temax -为发动机最大转矩（Nm）i1为变速器一档传动比；为变速器传动效率，取96%。2. 乘用车变速器中心距A的确定。乘用车变速器的中心距在6080mm范围内变化，而商用车的变速器中心距在80170mm范围内变化。原则上，总质量小的汽车，变速器中心距也小些。 3.1.4 轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7)A五档(2.73.0)A六档(3.23.5)A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。 3.1.5 齿轮参数1、模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是12：乘用车和总质量ma在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量ma大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡见表3.1。2、压力角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5、15、16、16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5或25等大些的压力角见表3.2。国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。表3.1汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表3.2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.503、螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。根据图3.1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件。由于T=，为使两轴向力平衡，必须满足。 （3.2）式中，Fa1，Fa2为轴向力，Fn1，Fn2为圆周力r1，r2为节圆半径；T为中间轴传递的转矩。实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。图3.1 中间轴轴向力平衡最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用： 轿车变速器： 两轴式变速器为 2030。 中间轴式变速器为 2234。 货车变速器：1834。货车变速器螺旋角：1826。初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为24，其余挡斜齿轮螺旋角24。4齿宽b 应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。 通常更据齿轮模数m的大小来选定齿宽。 直齿：b=KCm, KC为齿宽系数，取为4.58.0 。斜齿：b= KCmn，KC取6.08.5 。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，KC可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。5变位系数的选择原则 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。6齿顶高系数齿顶高系数对重合度、齿轮强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小、工作噪声大；但因轮齿收到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为齿轮上受到的载荷集中作用到齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.750.80的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后。短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。3.2 变速器各挡传动比的选择 3.2.1 初选传动比： （3.3）式中，为汽车最高速度；np为为发动机最大功率转速；r为车轮半径；igmin为变速器最小传动比（六挡传动比）；i0为主减速器传动比。=0.377=0.377=3.1519双曲面主减速器，当6时，取=90%，当6时取=85%，轻型商用车在5.08.0范围， 3.2.2 最大传动比的选择1、档数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个档位的变速器。本设计采用6个档位。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：满足最大爬坡度根据汽车行驶方程式 （3.4）汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶，公式简化为： （3.5） （3.6）式中，G为汽车重力（G=mg=12809.8=12544N）；为发动机最大转矩；为主减速器传动比；为机械传动效率；r为车轮半径；f为滚动阻力系数；为爬坡度，选取=16.7。r=0.322m f=0.0076+0.000056ua=0.0076+0.00005624=0.02。所以由式（3.4）1.788。满足附着条件。 （3.7）式中，为驱动桥荷（前桥）=G75%=11392.5N；为附着系数在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.75。由公式（3.7）得 3.382。由公式（3.4）（3.7）得1.7883.382。选取一档传动比为3.3。 超速档的的传动比一般为0.70.8，本设计取六档传动比ig6=0.921。 3.2.3 其他各挡传动比的确定按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：3.3 各挡齿轮齿数的分配在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。图3.2 动力传动示意图 3.3.1 确定一档齿轮齿数 （3.8） 为了求，的齿数，先求其齿数和， （3.9）式(3.8) (3.9)得=13.29为避免发生根切现象选取=18。=59.4选取=60。1、对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。 （3.10）根据公式(3.10) A=118mm。2、对螺旋角的修正3、对一挡齿轮进行角度变位tan= （3.11）cos= （3.12）式中t为压力角n为端面压力角；为螺旋角；为端面压啮合角；A0为理论中心距；A为中心距。根据公式(3.11)得 t=21.88=22.07。经过查机械设计手册变位系数之和X=0.55 Xn1=0.47 Xn2=0.08。4、中心距变动系数Yn=0.05455、齿高变动系数Y=X-Yn=0.55-0.0545=0.49556、分度圆直径=54.63mm=182.1mm7、齿顶高=（1+0.47-0.4955）2.75=2.679mm=（1+0.08-0.4995）2.75=1.607mm8、齿根高=（1+0.25-0.47）2.75=2.145mm=（1+0.25-0.08）2.75=3.2175mm9、全齿高=4.824mm=4.824mm10、齿顶圆直径=57mm=185mm11、齿根圆直径=48mm =176mm12、当量齿数 =24.193 =80.645 3.3.2 确定二挡齿数 （3.13）为了求，的齿数，先求其齿数和， （3.14）由公式(3.13) (3.14)得=21.96，选取=22,=56。1、对螺旋角的修正2、对二挡齿轮进行角度变位 tan= （3.15） cos= （3.16）式中t为压力角n为端面压力角；为螺旋角；为端面压啮合角；A0为理论中心距；A为中心距。根据公式(3.15)得 t=21.88=22.07。经过查机械设计手册变位系数之和X=0.55 Xn3=0.42 Xn4=0.13。3、中心距变动系数Yn=0.05454、齿高变动系数 Y=X-Yn=0.55-0.0545=0.49555、分度圆直径=66.49mm=169.37mm6、齿顶高=（1+0.42-0.4955）2.75=2.542mm=（1+0.13-0.4955）2.75=1.745mm7、齿根高=（1+0.25-0.42）2.75=2.283mm=（1+0.25-0.13）2.75=3.08mm8、全齿高=4.825mm=4.825mm9、齿顶圆直径=71.574mm=172.86mm10、齿根圆直径 =61.924mm =163.21mm11、当量齿数 =29.27 =74.50 3.3.3 确定三挡齿数 （3.17）为了求，的齿数，先求其齿数和， （3.18）式（3.17） （3.18）得=26.19，选取=26 =52。1、对螺旋角的修正2、对三挡齿轮进行角度变位tan= （3.19）cos= （3.20）式中t为压力角n为端面压力角；为螺旋角；为端面压啮合角；A0为理论中心距；A为中心距。根据公式(3.19)t=21.88=22.07。经过查机械设计手册变位系数之和X=0.55 Xn5=0.41 Xn6=0.14。3、中心距变动系数Yn=0.05454、齿高变动系数 Y=X-Yn=0.55-0.0545=0.49555、分度圆直径=78.64mm=157.27mm6、齿顶高 =（1+0.41-